HYDRAULISCHE ANTRIEBSEINHEIT

Beschreibung

[0001] Die Erfindung betrifft eine hydraulische Antriebseinheit mit einem auf hohe Antriebsleistung und dementsprechend - bedarfsweise - hohen Durchsatz von Hydrauliköl ausgelegten Hydromotor als Leistungsantrieb, einem Hauptsteuerventil, mittels dessen ein Zustrom von unter hohem Druck stehendem Hydrauliköl zu dem Leistungsantrieb sowie der Abfluß mindestens eines Teils des dem Leistungsantrieb zugeführten Hydrauliköls, z.B. zum drucklosen Vorratsbehälter des Druckversorgungsaggregates hin, steuerbar ist, einem als doppelt wirkender Linearzylinder ausgebildeten hydraulischen Servo-Antrieb für die Betätigung des Hauptsteuerventils und mit einem zur Ansteuerung des Servo-Antriebes vorgesehenen, mit elektromotorisch gesteuerter Vorgabe des Sollwertes der Position sowie der Bewegungsgeschwindigkeit des beweglichen Elements des Leistungs-Hydromotors und mechanischer Rückmeldung der entsprechenden Ist-Werte arbeitenden Nachlauf-Regelventil, das bei Gleichheit von Soll- und Ist-Wert der eingesteuerten Position eine - dem Stillstand des Leistungsantriebes entsprechende - Sperrstellung einnimmt, das durch die Positions-Sollwert-Vorgabe zur Einnahme den alternativen Antriebsrichtungen des Leistungs-Hydromotors zugeordneter alternativer Durchflußstellungen ansteuerbar ist, in denen der jeweils wirksame Durchflußquerschnitt mit dem Betrag der Auslenkung des Ventils monoton variiert, und das durch die Positions-Ist-Wert-Rückmeldung im Sinne der Einnahme der Sperrstellung ansteuerbar ist, wobei das Nachlauf-Regelventil und das Hauptsteuerventil als durch axiale Relativ-Verschiebungen ihrer Ventilkolben und -gehäuseelemente, die entlang zueinander paralleler Achsen erfolgen, betätigbare Kolben-Schieb-Ventile ausgebildet sind und der Kolben des Hauptsteuerventils das Gehäuse des Nachlauf-Regelventils bildet.

[0002] Bei einer bekannten hydraulischen Antriebseinheit dieser Art (US-PS 4,161,905) hat das Nachlauf-Regelventil einen in einer zentralen axial durchgehenden Bohrung des Kolbens des Hauptsteuerventils druckdicht verschiebbaren, langgestreckten stabförmigen Kolben, der, in axialer Richtung gesehen, beidseits des Hauptsteuerventilkolbens angeordnete Antriebsdruckräume durchsetzt, durch deren mittels des Nachlauf-Regelventils steuerbare alternative Druck-Beaufschlagung und-entlastung der Servo-Antrieb des Hauptsteuer-Ventilkolbens erzielt wird, wobei der Kolben des Nachlauf-Regelventils auch in den die gehäusefesten axialen Begrenzungen dieser beiden Antriebsdruckräume bildenden Endstirnwänden des Gehäuses des Hauptsteuerventils druckdicht verschiebbar geführt sein muß. Das eine Ende des Kolbens des Nachlauf-Regelventils ragt aus dem Gehäuse des Hauptsteuerventils heraus und ist an diesem Ende mit einer Zahnstange fest verbunden, mit der ein Ritzel der elektromechanischen Positions-Sollwert-Vorgabe und -Ist-Wert-Rückmeldung kämmt, das mittels eines Differentialgetriebes antreibbar ist, welches den für die Nachlaufregelung erforderlichen Phasenvergleich zwischen Sollwert-Vorgabe und Istwert-Einstellung vermittelt.

[0003] Die bekannte Antriebseinheit ist aufgrund ihres insoweit geschilderten Aufbaues mit zumindest den folgenden Nachteilen behaftet:

[0004] Die Fertigung der durch das Hauptsteuerventil und das Nachlauf-Regelventil gebildeten Baugruppe ist in der für eine zuverlässige Funktion erforderlichen Präzision außerst aufwendig, da die jeweils Endabschnitte des Kolbens des Nachlauf-Regelventils aufnehmenden Bohrungen des Gehäuses des Hauptsteuerventils und die zentrale Bohrung seines Ventilkolbens mit der erforderlichen, exakt fluchtenden Anordnung sehr schwierig herstellbar sind, und auch die genaue Anordnung von Steuerkanten des Kolbens des Nachlauf-Regelventils zu Steuerkanten des Kolbens des Hauptsteuerventils, soweit diese in der Sperrstellung des Nachlauf-Regelventils eine möglichst exakte 0-Überdeckung haben sollten, ist sehr aufwendig, mit der Folge, daß die bekannte Antriebseinheit mit hohen Herstellungskosten behaftet ist.

[0005] Nachteilig ist weiter, daß die großflächigen Begrenzungen der Antriebsdruckräume des Servoantriebes für den Kolben des Hauptsteuerventils, die durch jeweils eine der Ringstirnflächen des Kolbens selbst gebildet sind, zwangsläufig zu großen Beträgen der Steuer-Ölströme führt, was insbesondere bei einem hochdynamischen Betrieb des Servomotors nachteilig ist, da dann sehr viel Energie für den Servokreis benötigt wird.

[0006] Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine Antriebseinheit der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, daß eine präzise Konfiguration ventilkolbenseitiger und gehäuseseitiger Steuerkanten des Nachlauf-Regelventils mit deutlich vermindertem Aufwand realisierbar ist und der Bedarf an hydraulischer Steuerenergie erheblich reduziert ist.

[0007] Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.

[0008] Hiernach hat das Nachlauf-Regelventil zwei von einer zur zentralen Längsachse des Hauptsteuerventilkolbens parallelen, durchgehenden Bohrung des Hauptsteuerventilkolbens aufgenommene Kolbenelemente, wobei diese Bohrung in radialem Abstand von der zentralen Längsachse des Hauptsteuerventil angeordnet ist; der axiale Abstand dieser Kolbenelemente ist zur Einstellung einer definierten Überdeckung von kolbenseitigen Steuerkanten und gehäuseseitigen, innerhalb der durchgehenden Bohrungen des Kolbens des Hauptsteuerventils angeordneten Steuerkanten des Nachlauf-Regelventils, insbesondere zur Einstellung der für einen empfindlichen Regelbetrieb geeigneten 0-Überdeckung solcher Steuerkanten, einstellbar. Hierdurch wird mit einfachen Mitteln erreicht, daß Fertigungstoleranzen der Kolbenelemente durch deren Justierung perfekt ausgeglichen werden können und eine Herstellungstechnik möglich, die kostenträchtigen Ausschuß und hohen Fertigungsaufwand weitgehend ausschließt.

[0009] Des weiteren ist der Kolben des Hauptsteuerventils mit einer zentralen, axialen Durchgangsbohrung versehen, durch die ein mit der Abtriebswelle des Sollwert-Vorgabemotors drehfest gekoppeltes, gegenüber dieser und dem Kolben jedoch axial verschiebbares Sollwert-Vorgabeelement hindurchtritt. Dieses Sollwert-Vorgabeelement steht mit einem Istwert-Rückmeldeelement, das durch das bewegliche Teil des Leistungshydromotors in formschlüssiger Korrelation mit dessen - rotatorischen oder translatorischen - Bewegungen mit gleichem Drehsinn wie das Sollwert-Vorgabeelement rotatorisch antreibbar, jedoch axial unverschiebbar am Gehäuse des Hauptsteuerventils gelagert ist, in der Art eines Spindel-Muttertriebes in spielfreiem Gewindeeingriff. Das Sollwert-Vorgabeelement erfährt dadurch axiale Auslenkungen gegenüber einer mit der Sperrstellung des Nachlauf-Regelventils verknüpften Mittelstellung der Kolbenelemente, wobei diese Auslenkungen mit dem Unterschied zwischen Soll- und Ist-Position des beweglichen Teils des Leistungs-Hydromotors direkt korreliert sind; diese Auslenkungen vermitteln über Betätigungselemente, die rotatorisch gegenüber dem Sollwert-Vorgabeelement entkoppelt sind, dessen axiale Bewegungen jedoch mit ausführen, die Öffnungs- und Schließbetätigungen des Nachlauf-Regelventils.

[0010] Bei dieser Bauweise ist eine Zentrierung relativ zueinander verschiebbarer Bauelemente jeweils nur bezüglich eines einstückig herstellbaren Teils erforderlich, wodurch ansonsten erforderlicher, erheblicher, Fertigungsaufwand entfällt. Dies gilt auch hinsichtlich des zur Betätigung des Hauptsteuerventils vorgesehenen Servoantriebs, dessen Antriebsdruckräume durch in radialem Abstand von der zentralen axialen Durchgangsbohrung des Kolbens angeordnete, zu dieser parallele Sackbohrungen des Hauptsteuerventilkolbens und von diesen aufgenommene, am Gehäuse des Hauptsteuerventils axial abgestützte Kolben begrenzt sind, die weder exakt miteinander fluchtend ausgerichtet noch fest mit dem Gehäuse verbunden sein müssen, sondern lediglich an diesem axial fest abstützbar sein müssen. Die solchermaßen innerhalb der Wanddicke des Hauptsteuerventilkolbens realisierten Antriebszylinder, die zusammen mit ihrem axial abgestützten Kolben je einen einfach wirkenden Hydrozylinder bilden und als Zylinderpaar einen doppelt wirkenden Hydrozylinder ergeben, sind mit relativ kleinen Steueröl-Volumina zur Ausführung der erforderlichen Auslenkungshübe des Hauptsteuerventilkolbens ansteuerbar und können unter Ausnützung des Betriebsdruckes der Versorgungsquelle ohne weiteres die für einen hochdynamischen Betrieb des Hauptsteuerventils erforderlichen Stellkräfte entfalten.

[0011] Die erfindungsgemäße hydraulische Antriebseinheit ist sowohl für volumetrisch gesteuerte rotatorische Hydromotoren wie z.B. Axialkolbenmotoren als auch für eine präzise Steuerung hydraulischer Linearmotoren geeignet, dies unabhängig von der Geschwindigkeit, mit der diese betrieben werden, und ist daher auch als Positionierungsantrieb sehr gut geeignet.

[0012] Die diesbezüglich vorteilhaften Eigenschaften der erfindungsgemäßen Antriebseinheit können durch ein gemäß Anspruch 2 vorgesehenes und seinem grundsätzlichen Aufbau nach umrissenes Feinsteuerventil noch deutlich verbessert werden, das in der gemäß Anspruch 3 vorgesehene Getaltung mit zwei in einer axial durchgehenden Bohrung des Ventilkolbens des Hauptsteuerventils druckdicht verschiebbar angeordneten Kolbenelementen, die in einer axial durchgehenden Bohrung des Ventilkolbens des Hauptsteuerventils angeordnet sind, auf einfache Weise in diesen integrierbar ist, wobei die zur Einstellung einer bestimmten, in der Grundstellung 0 des Feinsteuerventils erwünschten geringen positiven Überdeckung desselben erforderliche Einstellbarkeit ihres axialen Abstandes in bevorzugter Gestaltung durch die Merkmale des Anspruchs 4 gewährleistet ist.

[0013] Das Feinsteuerventil ist mittels der beiden Kolbenelemente in gleichsam aufgelöster Bauweise, wie gemäß Anspruch 5 vorgesehen, als zwei gemeinsam betätigbare 2/3-Wege-Ventile ausgebildet, die in dem Kolben des Hauptsteuerventils bevorzugt mit der dem Merkmal des Anspruchs 6 angegebenen Anordnung dem Nachlauf-Regelventil diametral gegenüberliegend vorgesehen sind.

[0014] Durch die Merkmale des Anspruchs 7 ist eine Bauweise des zur Betätigung sowohl des Hauptsteuerventils als auch des Fein-steuerventils vorgesehenen Stellzylinders angegeben, mit der dieser, wie durch die Merkmale des Anspruchs 8 angegeben, wiederum in den Kolben des Hauptsteuerventils integrierbar ist.

[0015] Wenn hierbei der Kolben des Hauptsteuerventils, wie gemäß Anspruch 9 vorgesehen, mit zwei von den einander gegenüberliegenden Stirnseiten des Hauptsteuerventilkolbens her in diesen eingebrachten Sackbohrungen versehen ist, in denen zur Begrenzung je einer seiner Antriebskammern relativ zu deren Bodenseite druckdicht verschiebbar je ein Kolben angeordnet ist, der an einem am Gehäuse des Hauptsteuerventils fest angeordneten, gegebenenfalls axial verstellbaren Anschlagstift axial abstützbar ist, so können diese Kolben als Freikolben, d.h. ohne Rückstellelement in diese Bohrungen eingesetzt sein.

[0016] Soweit mit einem nur ein einziges Bohrungs- und Kolbenpaar umfassenden Stellzylinder die erforderlichen Stellkräfte zur Betätigung des Hauptsteuerventils nicht erzielbar sind, kann der Stellzylinder auch wie durch die Merkmale des Anspruchs 11 angegeben, mit zwei Bohrungs- und Kolbenpaaren realisiert sein, wobei es wiederum zweckmäßig ist, diese gemäß Anspruch 12 so anzuordnen, daß sich ein Ausgleich der Stellkraft-Momente ergibt, der, allgemein, durch eine axialsymmetrische Gruppierung der Bohrungs- und Kolbenpaare um die zentrale Längsachse des Hauptsteuerventilkolbens erzielbar ist.

[0017] Die gemäß Anspruch 13 vorgesehene Gestaltung des Stellzylinders bzw. einer gegebenenfalls mehrere Bohrungs- und Kolbenpaare umfassenden Stellzylinderanordnung als Differentialzylindereinheit oder -kombination hat den Vorteil, daß das zu dessen/ deren Ansteuerung vorgesehene Nachlauf-Regelventil als konstruktiv einfach realisierbares 3/3-Wege-Ventil ausgebildet sein kann, das in wiederum aufgelöster Bauweise durch zwei gleichzeitig betätigbare 2/3-Wege-Ventile realisierbar ist.

[0018] Die Auslegung des Differentialzylinders mit einem Flächenverhältnis von 2/1 seiner größeren und seiner kleineren wirksamen Kolbenfläche ergibt in beiden Betätigungsrichtungen dieselbe Betätigungskraft.

[0019] Die gemäß Anspruch 15 vorgesehene Gestaltung des Kolbens des Hauptsteuerventils ist fertigungstechnisch dann besonders günstig, wenn in den Hauptsteuerventilkolben das Nachlaufregelventil, das Feinsteuerventil und auch der Stellzylinder weitgehend integriert sind und gegebenenfalls auch Elemente der Rückmeldeeinrichtung und der Sollwert-Vorgabeeinrichtung von einer zentralen Bohrung des zentralen Kolbenteils aufgenommen sind, wodurch sich auch geringe Längen der die hydraulische Steifigkeit der Antriebseinheit bestimmenden Ölsäulen und hohe Werte der Regelkreisverstärkung erzielen lassen.

[0020] Gemäß den Ansprüchen 16 bis 18 vorgesehene und gestaltete Positionssensoren können sowohl für die Justage des Hauptsteuerventils und des Feinsteuerventil sowie des Nachlaufregelventils.und im Betrieb der Antriebseinheit auch zur fortlaufenden Erfassung des Nachlaufweges der Stellelemente, d.h. zu einer fortlaufenden Ermittelung der Kreisverstärkung des Regelkreises ausgenutzt werden.

[0021] Weitere Einzelheiten der erfindungsgemäßen Antriebseinheit ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines Ausführungsbeispiels anhand der Zeichnung. Es zeigen:

Fig. 1

ein hydraulisches Ersatzschaltbild einer erfindungsgemäßen Antriebseinheit mit einem als Differentialzylinder ausgebildeten, doppelt wirkenden linearen Hydrozylinder als Leistungsantrieb, einem Hauptsteuerventil und einem Feinsteuerventil, die mittels eines ebenfalls als doppelt wirkender Differentialzylinder ausgebildeten Stellantriebs betätigbar sind und mit einem mit elektromotorisch gesteuerter Sollwert-Vorgabe und mechanischer Istwert-Rückmeldung der Position des Antriebskolbens des Leistungsantriebes arbeitenden Nachlaufregelventil,

Fig. 2

eine Längsschnittdarstellung des Hauptsteuerventils und des in dieses integrierten Nachlaufregelventils sowie des Stellzylinders in zwei zueinander rechtwinkligen Ebenen längs der Spurenlinie B-B der Fig. 4 sowie des Leistungs-Antriebs in einer dessen zentrale Längsachse sowie die zentrale Längsachse des Hauptsteuerventils enthaltenden Schnittebene,

Fig. 3

eine zur Darstellung der Fig. 2 analoge Längsschnittdarstellung, die die zentrale Längsachse des Fein-steuerventils enthält, längs der Spurenlinie C-C der Fig. 4,

Fig. 4

die Anordnung von zur Aufnahme von Kolben und Betätigungselementen der Ventile der Antriebseinheit gemäß den Fig. 2 und 3 vorgesehenen Bohrungen des Kolbens des Hauptsteuerventils bezüglich der zentralen Längsachse des Hauptsteuerventils in einer zu dieser rechtwinkligen Schnittebene längs der Linie A-A der Fig. 2 und

Fig. 5a und 5b

Details der Anordnung und Ausbildung von Steuerkanten des Hauptsteuerventils der Antriebseinheit gemäß den Fig. 1 bis 4 in einer stark vergrößerten Schnittdarstellung längs einer die zentrale Achse des Hauptsteuerventils und die zentrale Achse des Leistungsantriebes enthaltenden Radialebene des Hauptsteuerventils.

[0022] Die in den Fig. 1, 2 und 3 jeweils mit 10 bezeichnete hydraulische Antriebseinheit besteht aus einem auf die Entfaltbarkeit hoher Antriebskräfte und einer hohen Antriebsleistung ausgelegten Hydromotor 11 und einer zu dessen Antriebssteuerung vorgesehenen, insgesamt mit 12 bezeichneten elektrohydraulischen Steuereinheit, die in einem in der Fig. 1 als mit dem Gehäuse 13 des Hydromotors 11 fest verbundenen Rahmen 14 dargestellten Gehäuse angeordnet ist, das die geometrische Basis für die Anordnung eines Hauptsteuerventils 16, eines Feinsteuerventils 17 eines hydraulischen Stellantriebes 18 und eines Nachlauf-Regelventils 19 bildet, aus denen die elektrohydraulische Steuereinheit 12 aufgebaut ist. Die Antriebseinheit 10 ist für Einsatzfälle gedacht, bei denen es auf hohe Antriebskräfte und hohe Antriebsleistungen ankommt, bei denen auch entsprechend hohe Hydrauliköl-Ströme auftreten und möglichst präzise steuerbar sein müssen. Diesbezügliche Einsatzmöglichkeiten der Antriebseinheit 10 sind z.B. der Antrieb von Stanz-, Preß- und/oder Prägewerkzeugen sowie die Positionierung und Verschiebung von schweren Werkstücken bezüglich einer Bearbeitungsstation eines Bearbeitungszentrums, an der eine z.B. spanabhebende Bearbeitung des Werkstückes unter Verschiebung desselben relativ zu einem maschinenfest angeordneten Werkzeug erfolgt.

[0023] Der als Leistungsantrieb vorgesehene Hydromotor 11 ist beim dargestellten Ausführungsbeispiel als doppeltwirkender Linearzylinder mit einseitig aus dem Gehäuse austretender Kolbenstange 21 ausgebildet.

[0024] Der Hydrozylinder 11 ist als Differentialzylinder geschaltet, der bei Druckbeaufschlagung sowohl der stangenseitigen Antriebskammer 22 des Hydrozylinders 11 als auch der gegenüber dieser durch den Kolben 23 druckdicht beweglich abgegrenzten bodenseitigen Antriebskammer 24 mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 26 den Auswärtshub ausführt und bei Druckbeaufschlagung lediglich der stangenseitigen Antriebskammer 22 und Druckentlastung der bodenseitigen Antriebskammer 24 den Einzugshub der Kolbenstange 21 ausführt.

[0025] Entsprechend dem bei der Antriebseinheit 10 vorgesehenen Differentialbetriebsmodus des Hydrozylinders 11 wird dieser lediglich durch Druckbeaufschlagung und -entlastung seiner bodenseitigen Antriebskammer 24 gesteuert, während die stangenseitige Antriebskammer 22 permanent mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats beaufschlagt ist.

[0026] Das Verhältnis F₁/F₂ der bodenseitigen, mit Druck beaufschlagbaren Kolbenfläche F₁ zu der ringförmigen, stangenseitigen Kolbenfläche F₂ des Antriebskolbens 23 des Hydrozylinders 11 beträgt beim dargestellten Ausführungsbeispiel, bei dem in beiden alternativen Bewegungsrichtungen des Kolbens 23 gleiche Vorschub-Kräfte entfaltbar sein sollen, 2/1.

[0027] Die Druckbeaufschlagung und -entlastung der stangenseitigen Antriebskammer 24 des Hydrozylinders 11 erfolgt mittels des Hauptsteuerventils 16 und des Fein-Steuerventils 17, die hydraulisch parallel geschaltet sind und gemeinsam mittels des hydraulischen Stellantriebes 18 betätigbar sind, der seinerseits als doppeltwirkender linearer Differentialzylinder ausgebildet ist, dessen einseitig aus seinem Gehäuse 27 austretende Kolbenstange 28 starr mit den beweglichen Ventilelementen des Hauptsteuerventils 16 und des Feinsteuerventils 17 verbunden ist, die somit gemeinsam entlang paralleler Achsen 29 und 31 hin- und herverschiebbar sind.

[0028] Auch bei dem Stellzylinder 18 beträgt das Verhältnis f₁/f₂ der Fläche f₁ seines Kolbens 32, die die bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 beweglich begrenzt, zu der Ringfläche f₂ seines Kolbens 32, die die einseitig bewegliche Abgrenzung seiner stangenseitigen Antriebskammer 34 bildet, in die permanent der hohe Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 26 eingekoppelt ist, 2/1, so daß auch die in den beiden alternativen Bewegungsrichtungen des Stellzylinderkolbens 32 entfaltbaren, auf die beweglichen Elemente des Hauptsteuerventils 16 und des Feinsteuerventils 17 ausübbaren Stellkräfte, die durch Druckbeaufschlagung und -entlastung der bodenseitigen Steuerkammer 33 des Stellzylinders 18 steuerbar sind, denselben Betrag haben.

[0029] Das zur diesbezüglichen Bewegungssteuerung des Stellantriebs 18 vorgesehene Nachlaufregelventil 19 arbeitet mit elektrisch, z.B. gepulster Ansteuerung eines rotatorisch antreibbaren Schrittmotors 36, steuerbarer Vorgabe der Soll-Position des Kolbens 23 des Leistungs-Hydrozylinders 11 und mechanischer Rückmeldung der Ist-Position des Antriebszylinderkolbens 23, einerseits, und mechanischer Rückmeldung der Position des Kolbens 32 des Stellzylinders 18, andererseits, die dadurch erzielt wird, daß beim dargestellten Ausführungsbeispiel auch das Gehäuse 37 des Nachlaufregelventils 19 starr mit der Kolbenstange 28 des Stellzylinders 18 bewegungsgekoppelt ist und demgemäß entlang einer weiteren, zur zentralen Längsachse 29 des Stellantriebes 18 parallel verlaufenden zentralen Längsachse 38 des Nachlaufregelventils 19 hin- und herverschiebbar ist, entlang derer zwei Ventilkörper 39 und 41 relativ zu dem Ventilgehäuse 37 verschiebbar sind, an denen die zur Positions-Sollwert-Vorgabe sowie zur Positions-Istwert-Rückmeldung vorgesehene, insgesamt mit 42 bezeichnete Betätigungseinrichtung des Nachlauf-regelventils 19 angreift.

[0030] Die Betätigungseinrichtung 42 des Nachlauf-Regelventils 19 umfaßt in koaxialer Anordnung bezüglich einer gemeinsamen zentralen Längsachse 43, die auch die Drehachse der Abtriebswelle 44 des an der einen, gemäß der Darstellung der Fig. 1 rechten Gehäusewand 46 angeordneten Schrittmotors und die Drehachse einer an der gegenüberliegenden "linken" Gehäusewand 47 drehbar jedoch axial unverrückbar gelagerten Gewindespindel 48 markiert, eine als Positions-Sollwert-Vorgabeelement dienende Hohlwelle 49, die an ihrem schrittmotorseitigen Ende mit einer Parallelverzahnung der Abtriebswelle 44 des Schrittmotors 36 in kämmendem Eingriff steht und dadurch mittels des Schrittmotors 36 rotatorisch antreibbar ist. An ihrem gegenüberliegenden Ende ist die Hohlwelle 49 mit einem Innengewinde 51 versehen, über das sie in kämmendem Eingriff mit dem Gewinde 52 der Gewindespindel 48 steht.

[0031] Die Gewindespindel 48 ist mittels eines insgesamt mit 53 bezeichneten Zahnriementriebes, der als spielfrei vorausgesetzt ist, in alternativen Drehrichtungen antreibbar. Der Zahnriemen 54 ist in sich geschlossen und läuft über eine mit der Gewindespindel 48 drehfest verbundene Zahnrolle 56 sowie über eine weitere Zahnrolle 57, die um eine parallel zur Drehachse 43 der Gewindespindel 48 verlaufende, gehäusefeste Achse 58 drehbar gelagert ist, deren in Richtung der zentralen Längsachse 59 des als Leistungsantrieb vorgesehenen Linearzylinders 11 gemessener Abstand von der Drehachse 43 der Gewindespindel 48 deutlich größer ist als der maximale Hub, den der Kolben 23 des Antriebszylinders 11 zwischen seinen möglichen Endstellungen ausführen kann.

[0032] Der Zahnriementrieb 53 hat ein zu der zentralen Längsachse 59 des Linearzylinders 11 exakt parallel verlaufendes Trum 61, das mittels eines mechanisch starren Verbindungselements 62 mit dem Kolben 23 des Antriebszylinders 11 bewegungsgekoppelt ist und dieselben Auslenkungen erfährt wie dieser. Durch diesen Zahnriementrieb 53 werden somit die axialen Bewegungen des Kolbens 23 in rotatorische Rückmelde-Bewegungen der Gewindespindel 48 umgesetzt. Der Drehsinn der rotatorischen Positions-Sollwert-Vorgabe-Bewegungen der Hohlwelle 49, durch die eine bestimmte Verschiebe-Geschwindigkeit des Kolbens 21,23 des Antriebszylinders 11 in vorgegebener Richtung erzielt werden soll und der Drehsinn der durch die Rückmeldung des Positions-Istwertes des Antriebszylinderkolbens 21,23 resultierenden Drehungen der Rückmeldespindel 48 sind so gewählt, daß bei Gleichheit von Soll- und Istwert keinerlei Verschiebung der Hohlwelle 49 gegenüber der Gewindespindel 48 auftritt, wohingegen sowohl am Beginn der Einsteuerung eines Positions-Sollwertes, mit der eine Vergrößerung der Differenz zwischen Soll- und Istwert einhergeht, als auch mit Beendigung einer Änderung der Sollwert-Vorgabe, womit eine Verringerung der Differenz zwischen Soll- und Istwert einhergeht, jeweils gegensinnige Relativbewegungen der Hohlwelle 49 und der Gewindespindel 48 verknüpft sind, derart, daß die Hohlwelle 49 axiale Verschiebungen in den beiden alternativen Richtungen erfährt.

[0033] Das Nachlauf-Regelventil, zu dessen weiterer Erläuterung ergänzend auch auf die Fig. 2 verwiesen sei, ist seiner Funktion nach ein 3/3-Wege-Ventil, das in gleichsam aufgelöster Bauweise durch zwei 2/3-Wege-Ventile 19',19'' realisiert ist, deren als Kolben ausgebildete Ventilkörper 39 und 41, die in der Fig. 1 jeweils durch das Ventil-Symbol repräsentiert sind, in einer durchgehenden Bohrung 63 des Ventilgehäuses 37 druckdicht verschiebbar geführt sind.

[0034] Die beiden Ventilkörper 39 und 41 des Nachlauf-Regelventils 19 sind durch eine zentral angeordnete Feder 64 auseinandergedrängt und zwischen Stellschrauben 66 und 67 eingespannt, die in Gewinden von radial zur zentralen Längsachse 43 der Betätigungseinrichtung 42 verlaufenden Betätigungsarmen 68 und 69 schraubbar geführt sind, welche über je ein Kugellager 71 bzw. 72 axial verschiebefest mit der Hohlwelle 49 verbunden, gegenüber deren Drehbewegungen jedoch entkoppelt sind.

[0035] Die beiden Ventilkörper 39,41 der beiden Teilventile 19', 19'' des Nachlauf-Regelventils 19 sind mittels der Stellschrauben 66,67 derart justierbar, daß der axiale Abstand von Steuerkanten 73,74 der Ventilkörper des gemäß der Darstellung der Fig. 1 und 2 "rechten" Teilventils 19' und des "linken" Teilventils 19'' des Nachlauf-Regelventils 19 gleich dem axialen Abstand von Steuerkanten 76,77 des Ventilgehäuses 37 des Nachlauf-Regelventils 19 ist, durch deren Relativbewegungen in alternativen Richtungen entweder ein Strömungspfad 78 (Fig. 1) des "rechten" Teilventils 19' freigegeben wird, über den der mit der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 verbundene Steuerausgang 79 des Nachlauf-regelventils 19 mit dem Druck (P)-Ausgang 81 des Druckversorgungsaggregats 26 verbunden ist oder ein Durchflußpfad 82 des "linken" Teilventils 19'' des Nachlauf-Regelventils 19 freigegeben ist, über den der - drucklose - Tankanschluß 83 des Druckversorgungsaggregats 26 mit dem Steueranschluß 79 des Nachlauf-Regelventils 19 verbunden ist, der über den Steuerpfad 84 in permanent-kommunizierender Verbindung mit der bodenseitigen Antriebskammer 33 des hydraulischen Stellantriebs 18 gehalten ist. Diesen Durchflußstellungen I der beiden Teilventile 19',19'' des Nachlauf-Regelventils 19 entspricht eine absolute Sperrstellung II des jeweils anderen Teilventils 19'' bzw. 19', so daß diese beiden Teilventile 19',19'', nachdem ihre Ventilkörper auf Gleichheit des Abstandes ihrer Steuerkanten 73,74 mit dem Abstand der Steuerkanten 76,77 des gemeinsamen Ventilgehäuses 37 eingestellt sind, die Funktion eines 3/3-Wege-Ventils vermitteln, das aus seiner Grundstellung 0 heraus, die einem Wert 0 der Überdeckung der Steuerkanten 73 und 74 der Ventilkörper 39,41 mit den Steuerkanten 76,77 des Ventilgehäuses 37 entspricht, wobei in dieser Grundstellung 0 sowohl der Hochdruckausgang 81 des Druckversorgungsaggregats 26 als auch dessen Tank-Anschluß 83 gegen den Steueranschluß 79 des Nachlauf-Regelventils 19 abgesperrt sind, durch eine Verschiebung beider Ventilkörper 39,41 relativ zu dem Gehäuse 37 des Nachlauf-Regelventils 19 nach rechts in eine Funktionsstellung bringbar ist, in welcher die bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 mit dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 26 beaufschlagt ist und gegen den drucklosen Tankanschluß 83 des Druckversorgungsaggregats 26 abgesperrt ist und durch eine Verschiebung relativ zu dem Ventilgehäuse 37 nach links in eine Funktionsstellung bringbar ist, in welcher die bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 mit dem drucklosen Tankanschluß 83 des Druckversorgungsaggregats 26 verbunden und gegen den Hochdruckausgang 81 des Druckversorgungsaggregats 26 abgesperrt ist.

[0036] Das Hauptsteuerventil 16 ist bei dem zur Erläuterung gewählten Ausführungsbeispiel, bei dem der Leistungs-Antriebszylinder 11 als Differentialzylinder betrieben wird, dessen stangenseitige Antriebskammer 22 permanent mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 26 beaufschlagt ist, als 3/3-Wege-Schieberventil ausgebildet, dessen Gehäuse 86 fest mit dem Gehäuse 13 des Antriebszylinders 11 verbunden ist. Der Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16, der in der Fig. 1 durch das 3/3-Wege-Ventilsymbol repräsentiert ist und in der Fig. 2 sowie in der Fig. 3, auf deren Einzelheiten ergänzend ebenfalls verwiesen sei, in einer technisch realistischen Konfiguration des Hauptsteuerventils 16 sowie des Nachlauf-regelventils 19 (Fig. 2) und des Feinsteuerventils 17 (Fig. 3) dargestellt ist, ist in einer Gehäusebohrung 88 druckdicht verschiebbar geführt, in die radial der P-Anschlußkanal 89 für die Druckmittelzufuhr vom Druckversorgungsaggregat 26 und der T-Anschlußkanal 91, an dem die zum Vorratsbehälter 92 des Druckversorgungsaggregats 26 führende Rücklaufleitung 93 angeschlossen ist, münden. Der Steuerausgang 94 des Hauptsteuerventils 16 ist durch einen radialen Gehäusekanal gebildet, der unmittelbar an den mit ihm fluchtenden Anschlußkanal 96 anschließt, über den Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders einströmen und aus dieser wieder abfließen kann.

[0037] Der Steuerkanal 96 des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils 16 geht von einer inneren Ringnut 97 des Ventilgehäuses 86 aus, die zwischen einer Ringnut 98 des Gehäuses 86, die mit dem P-Anschluß 83 permanent in kommunizierender Verbindung steht und einer Ringnut 99 des Ventilgehäuses 86 angeordnet ist, die mit dem T-Anschlußkanal 91 in permanent kommunizierender Verbindung steht, angeordnet ist.

[0038] Der Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16 ist mit einer ersten äußeren Ringnut 101 versehen, die innerhalb des möglichen Verschiebebereiches des Ventilkolbens 87 stets in kommunizierender Verbindung mit der P-Nut 98 des Ventilgehäuses 86 bleibt und zur Einkopplung von Druck in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 durch Verschiebung des Ventilkörpers 87 gemäß der Darstellung der Fig. 2 nach links in Überlappung mit dem Querschnittsbereich der zentralen Ringnut 97 des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils bringbar ist, wodurch das Hauptsteuerventil in die Funktionsstellung I gelangt, in der gleichzeitig die T-Nut 99 gegen den Steueranschlußkanal 94 des Hauptsteuerventils 16 abgesperrt ist. Desweiteren ist der Kolben 87 mit einer zweiten äußeren Ringnut 102 versehen, die innerhalb des möglichen Verschiebebereichs des Ventilkolbens 87 stets in kommunizierender Verbindung mit der T-Nut 99 des Ventilgehäuses 86 des Hauptsteuerventils bleibt und durch axiale Verschiebung des Ventilkolbens 87, gemäß der Darstellung der Fig. 2 nach rechts, ebenfalls in Querschnitts-Überlappung mit der zentralen Ringnut 97 des Ventilgehäuses 86 bringbar ist, wodurch Hydrauliköl aus der bodenseitigen Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 zum Vorratsbehälter 92 des Druckversorgungsaggregats 26 abströmen kann. In dieser Funktionsstellung II des Hauptsteuerventils 16 ist die T-Nut 94 gegen den Steuerkanal 94 des Hauptsteuerventils 16 abgesperrt.

[0039] In der als Grundstellung 0 genutzten Zwischenstellung des Ventilkolbens 87 zwischen seinen Funktionsstellungen I und II ist sowohl der P-Anschlußkanal 89 als auch der T-Anschlußkanal 91 des Hauptsteuerventils 16 gegen dessen Steuerausgang 94 abgesperrt, wobei in dieser Grundstellung 0 die Ringnut 97 des Ventilgehäuses 86 durch die zwischen den beiden Außennuten 101,102 des Ventilkolbens 87 verbleibende Ringrippe 103 vollständig verschlossen ist und durch deren radiale Wangen 104 und 106 gebildete kolbenseitige Steuerkanten 107 und 108 zu gehäuseseitigen Steuerkanten 109 und 111 (Fig. 3, 5a und 5b), die durch die kreisförmigen Übergangskanten gebildet sind, mit denen die radialen Nutwangen 110 und 115 der zentralen Gehäusenut 97 an die zentrale Bohrung 88 des Ventilgehäuses 86 anschließen, in positiver und dem Betrage nach etwa gleicher Überdeckung e stehen.

[0040] "Positive Überdeckung" bedeutet hierbei, daß der Ventilkolben 87, ausgehend von der Grundstellung 0 des Hauptsteuerventils 16 erst einmal um dem Betrag e der Überdeckung in axialer Richtung verschoben werden muß, bevor, je nach Verschieberichtung, der in der jeweiligen Funktionsstellung I oder II freizugebende Durchflußpfad 112 bzw. 113 sich zu öffnen beginnt und mit zunehmender weiterer Verschiebung einen zunehmenden Überströmquerschnitt freigibt.

[0041] Bevor nachfolgend weitere bauliche und funktionelle Einzelheiten der Antriebseinheit 10 erläutert werden, sei zunächst auf die Funktion der bislang erweiterten Funktionselemente der Antriebseinheit 10 eingegangen:

[0042] Soll der Kolben 23 des Antriebszylinders 11, ausgehend von einer als bekannt voraussetzbaren Ausgangsposition, z.B. der in der Fig. 3 dargestellten dem vollständig eingefahrenen Zustand des Kolbens 23 entsprechenden Endstellung heraus einen Ausfahr-Hub h definierten Betrages ausführen, so muß hierzu die bodenseitige Steuerkammer 24 des Antriebszylinders 11 mit Druck beaufschlagt werden, d.h. das Hauptsteuerventil 16 so lange in seine in der Fig. 2 dargestellte Funktionsstellung I gebracht werden, bis die der Ausführung des Hubes h entsprechende Soll-Position erreicht ist und mit dem Erreichen dieser Position wieder in seine in der Fig. 3 dargestellte Grundstellung gelangt sein. Um das Hauptsteuerventil 16 in diese Funktionsstellung zu bringen, bedarf es gemäß den Darstellungen der Fig. 1 bis 3 einer Verschiebung des Ventilkolbens 87 nach links, d.h. einer Druckentlastung der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18, die ihrerseits eine - einleitende - Verschiebung der Kolben 39 und 41 des Nachlaufregelventils 19 nach links erfordert, so daß das Teilventil 19'' des Nachlauf-Regelventils 19 den die Verbindung der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 mit dem drucklosen Vorratsbehälter 92 des Druckversorgungsaggregats vermittelnden Durchflußpfad 82 freigibt. Die dargestellte Gestaltung der Gewindespindel 48 mit Rechtsgewinde vorausgesetzt, wird die erforderliche Verschiebung der Ventilkolben 39 und 41 des Nachlauf-Regelventils 19 dadurch erreicht, daß der Schrittmotor 36, gesehen in Richtung des Pfeils 114 der Fig. 2 zu einer Rotation im Uhrzeigersinn angesteuert wird, in dem sich auch die Hohlwelle 49 dreht und dadurch wegen Ihres Gewindeeingriffes mit der Gewindespindel 48 eine Verrückung nach links erfährt, die die Ventilkolben 39 und 41 des Nachlaufregelventils 19 mit ausführen. Durch die hieraus resultierende Freigabe des Strömungspfades 82 des Nachlaufregelventils 19, über den nunmehr Hydrauliköl aus der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 abfließen kann, erfährt dessen Kolben 32 eine Verschiebung nach links, die von dem Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16 mit ausgeführt wird, welches dadurch in seine Funktionsstellung I gelangt. Diese Verschiebung wird auch von dem Gehäuse 37 des Nachlaufregelventils mit ausgeführt, wodurch dieses gleichsam wieder in die Grunstellungen 0 seiner Teilventile 19' und 19'' zurückgeführt wird, mit der Folge, daß der Abfluß von Hydrauliköl aus der bodenseitigen Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 wieder unterbrochen wird, wodurch der Kolben 32 des Stellzylinders 18 in einer mit einem bestimmten Öffnungsquerschnitt des freigegebenen Strömungspfades 112 des Hauptsteuerventils verknüpften Position stehenbleibt und mit diesem auch das Gehäuse 37 des Nachlaufregelventils 19. Mit dem Einsetzen der Auswärtsbewegung des Kolbens 23 des Antriebszylinders 11 wird über den Zahnriementrieb 53 auch die Gewindespindel 48, in Richtung des Pfeils 116 der Fig. 1 bis 3 gesehen, im Gegenuhrzeigersinn rotatorisch angetrieben. Dadurch wird die in der einleitenden Phase der Sollwert-Einsteuerung nach links verrückte Hohlwelle 49 nunmehr nach rechts gedrängt, wodurch auch die Kolben 39 und 41 des Nachlaufregelventils 19 relativ zu dessen Gehäuse 37 nach rechts geschoben werden, mit der Folge, daß der Durchflußpfad 78 des Teilventils 19' des Nachlaufregelventils 19 geöffnet und dadurch wieder Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 verdrängt wird. Der Stellzylinder 18 wird dadurch im Sinne einer Verringerung des zuvor freigegebenen Querschnitts des Durchflußpfades 112 des Hauptsteuerventils 16 angetrieben, wodurch einerseits der Zustrom von Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 verringert wird, so daß dessen Ausfahrgeschwindigkeit abnimmt und andererseits das Gehäuse 37 des Nachlaufregelventils wieder in diejenige Richtung - nach rechts - verschoben wird, in der der Durchflußpfad 78 des Teilventils 19' des Nachlaufregelventils 19 wieder gesperrt ist und der Zustrom von Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellzylinders 18 unterbrochen wird. Der Kolben 32 des Stellzylinders 18 bleibt danach in einer einem verringerten Durchflußquerschnitt des weiterhin freigegebenen Strömungspfades 112 des Hauptsteuerventils 16 entsprechenden Position stehen, mit der die geringere Bewegungsgeschwindigkeit v des Antriebskolbens 23 des Hydrozylinders 11 verknüpft ist.

[0043] Die Folge hiervon ist, daß auch die Gewindespindel 48 über den Zahnriementrieb 53 nunmehr mit einer geringeren Rotationsgeschwindigkeit angetrieben wird, wobei sich, eine einer konstanten Bewegungsgeschwindigkeit v des Antriebskolbens 23 des Antriebszylinders 11 entsprechende Sollwert-Einsteuerung durch den Schrittmotor 36 mit konstanter Änderungsrate des Positions-Sollwertes vorausgesetzt, schließlich nach wenigen Regelspielen der geschilderten Art ein "eingeschwungener" Gleichgewichtszustand ergibt, in dem sich die Hohwelle 49 und die mit deren Gewinde 51 in kämmendem Eingriff stehende Gewindespindel 48 mit gleicher Winkelgeschwindigkeit drehen, mit der Folge, daß die Kolben 39 und 41 der beiden Teilventile 19' und 19'' des Nachlaufregelventils 19 in den den Grunstellungen 0 dieser Teilventile 19' und 19'' entsprechenden Positionen verharren bzw. nur geringfügige alternierende Auslenkungen gegenüber diesen Positionen ausführer und der in der Grundstellung I des Hauptsteuerventils freigegebene Durchflußpfad 112 auf einen Öffnungsquerschnitt eingestellt ist, bei dem unter dem herrschenden Betriebsdruck diejenige Hydraulikölmenge in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebszylinders 11 einströmen - und aus dessen stangenseitiger Antriebskammer 22 verdrängt werden - kann, die dem erwünschten Soll-Wert dieser Geschwindigkeit entspricht.

[0044] Bei der vorausgesetzten Art der schrittmotor-gesteuerten Positions- und Geschwindigkeits-Sollwert-Vorgabe ist der Hub, den der Kolben 23 des Antriebszylinders 11 insgesamt ausführen soll, in die Anzahl der elektrischen Steuerimpulse codiert, mit denen der Schrittmotor 36 bis zur vollständigen Ausführung des Kolbenhubes angesteuert werden muß, die Geschwindigkeit, mit der der Kolben diesen Hub ausführt, in die Frequenz der Ansteuerimpulse und der Drehsinn, in dem der Schrittmotor rotiert, z.B. durch die Polarität seiner Ansteuerimpulse oder die Phasenlage zweier oder mehrerer Ansteuerimpulsfolgen zueinander, mit denen Erregerwicklungen des Schrittmotors angesteuert werden, der in einer typischen auslegung zur Ausführung einer 360° Umdrehung seiner Antriebswelle 44 mit 400 Schrittimpulsen angesteuert wird, die jeweils zu einer Drehung der Abtriebswelle 44 um 0,9° führen.

[0045] Die insoweit nach Aufbau und Funktion zusammenfassend erläuterte hydraulische Antriebseinheit 10 beinhaltet hiernach zwei über das Nachlaufregelventil 19 miteinander gekoppelte Regelkreise, deren einer als Nachlauf-Regelkreis für den Stellantrieb 18 und deren zweiter als Nachlauf-Regelkreis für den Antriebszylinder 11 aufzufassen sind.

[0046] Der auf den Antriebszylinder 11 wirkende Regelkreis hat hierbei eine Regelkreisverstärkung K_v, die durch die Beziehung

gegeben ist, in welcher mit v die - konstante - Bewegungsgeschwindigkeit des Antriebskolbens 23 im eingeschwungenen - stationären - Zustand der Regelung bezeichnet ist und mit s ein Nachlaufweg, der den "Abstand" - Unterschied - zwischen dem z.B. mittels des Schrittmotors 36 eingesteuerten Soll-Wert der Position des Kolbens 23 und deren Ist-Wert bezeichnet. Ein typischer Wert für die Kreisverstärkung K_v des Leistungsregelkreises ist z.B. ein Wert von 10 s^-1.

[0047] Aus Gründen einer guten Stabilität der Regelung sollte die der Beziehung (1) entsprechende Kreisverstärkung unter Berücksichtigung einer stets vorhandenen Dämpfung nicht größer sein als die für den fiktiven dämpfungsfreien Fall anzunehmende Eigenfrequenz f₀, die durch die Beziehung

gegeben ist, in welcher mit c die hydraulische Steifigkeit bezeichnet ist, die im wesentlichen durch die Steifigkeit der eingeschlossenen Ölsäulen bestimmt ist, während mit m die mit dem Antriebskreis angetriebene Masse bezeichnet ist, z.B. der Pressenbär einer Presse. Aus der Beziehung (2) ergibt sich andererseits, daß die Kreisverstärkung des Stellantriebs 18, dessen Druckbeaufschlagung und -entlastung mittels des Nachlauf-Regelventils 19 gesteuert wird, sehr hoch sein kann, da wegen der geringen Länge der eingeschlossenen Ölsäule die hydraulische Steifigkeit dieses Regelkreises hoch ist und die zu bewegende Masse, im wesentlichen die Masse des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 gering ist. Verglichen mit dem Hauptantriebs-Regelkreis, für den eine Kreisverstärkung K_v1 von 10 s^-1 ein typischer Wert sein mag, ist der Nachlaufregelkreis des Stellantriebes mit einer Kreisverstärkung K_v2 betreibbar, die um einen Faktor 50 bis 100 höher sein kann als diejenige des Antriebsregelkreises.

[0048] Hierdurch ist es möglich, mit sollwertseitig geringer Eingangsleistung - im wesentlichen der elektrischen Antriebsleistung des Sollwert-Vorgabe-Motors 36 hohe hydraulische Nutzleistungen zu steuern.

[0049] Zur Erläuterung des in der Fig. 1 schematisch und in der Fig. 3 in baulichen Einzelheiten wiedergegebenen Feinsteuerventils 17 sei nunmehr auch auf die Querschnittsdarstellung der Fig. 4 verwiesen, die die Anordnung der durchgehenden Bohrung 63 des Nachlaufregelventils 19, einer durchgehenden Ventilbohrung 117 des Feinsteuerventils 17 sowie zweier Kammerbohrungen 118 des hydraulischen Stellantriebes 18 innerhalb des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 zeigt, der seinerseits von der durchgehenden Bohrung 88 des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils 16 aufgenommen ist.

[0050] Die zentrale Längsachse 38 der Bohrung 63, die zentralen Längsachsen 119 der beiden Bohrungen 118 für den Stellantrieb 18 und die zentrale Längsachse 121 der durchgehenden Bohrung 117 des das Gehäuse für das Nachlaufregelventil 19 und das Feinsteuerventil 17 bildenden Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 liegen auf einem mit der zentralen Längsachse 43 einer die Hohlwelle 49 der Betätigungseinrichtung 42 des Nachlaufregelventils aufnehmenden, mit dieser, abgesehen von einem kleinen Spiel durchmessergleichen Längsbohrung 122 konzentrischen Bohrungskreis und sind entlang desselben in gleichen azimutalen Abständen von 90° angeordnet, wobei die Bohrungen 63 und 117 für das Nachlaufregelventil 19 bzw. das Feinsteuerventil 17 bezüglich der zentralen Längsachse 43 der die Hohlwelle 49 aufnehmenden zentralen Bohrung 122 einander diametral gegenüberliegend angeordnet sind, desgleichen die Bohrungen 118 für den Stellantrieb 18.

[0051] Zweck des zu dem Hauptsteuerventil 16 hydraulisch parallel geschalteten Feinsteuerventils 17 ist es, eine hohe Positioniergenauigkeit des Leistungsantriebs-Hydromotors 11 auch dann zu ermöglichen, wenn die kolbenseitigen Steuerkanten 107 und 108 des Kolbens 87 und die gehäuseseitigen Steuerkanten 109 und 111 des Hauptsteuerventils 16, gesehen in dessen Grundstellung, eine relativ große positive Überdeckung e haben, wie anhand der Fig. 2 und 3 vorstehend erläutert und in vergrößertem Maßstab in der Fig. 5a dargestellt, auf die ergänzend verwiesen sei.

[0052] Wird, ausgehend von dieser Grundstellung 0 des Hauptsteuerventils 16 dessen Kolben 87 als Folge seiner Ansteuerung über das Nachlauf-Regelventil 19 gesteuerten Betätigung in Richtung des Pfeils 114' verschoben, d.h. gemäß Fig. 5a nach links, so setzt eine zunehmende Freigabe des Strömungspfades 112 des Hauptsteuerventils 116 erst dann ein, wenn sein Kolben 87 die in der Fig. 5b, auf die ebenfalls ergänzend verwiesen sei, gestrichelt dargestellte Position erreicht hat, d.h. seine eine - rechte - kolbenseitige Steuerkante 108 und die rechte gehäuseseitige Steuerkante 109 einander mit der Überlappung 0 gegenüberstehend angeordnet sind. Erst durch weitere Verschiebung des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 wird mit zunehmendem Öffnungsquerschnitt der Strömungspfad 112 des Hauptsteuerventils, d.h. dessen Funktionsstellung I freigegeben. Eine hiermit verknüpfte Auswärtsbewegung des Kolbens 23 des Leistungsantriebs-Hydromotors 11 setzt daher in praxi erst zu demjenigen Moment ein, zu dem die Überlappung dieser beider Steuerkanten 108 und 109 negativ zu werden beginnt.

[0053] Wird, nachdem sich zwischenzeitlich durch die erläuterte Nachlaufregelung eine konstante Vorschubgeschwindigkeit des Kolbens 23 des Leistungs-Hydromotors 11 eingestellt hat, die der in der Fig. 5b in ausgezogenen Linien dargestellten Position des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 relativ zu seinem Gehäuse 86 entspricht, die Ansteuerung des Schrittmotors 16 mit Positions-Sollwert-Vorgabeimpulsen beendet, so führt dies zu einer in Richtung des Pfeils 116' gerichteten Verschiebung des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 relativ zu seinem Ventilgehäuse 86 und damit schon dann zu einer Sperrung des in der Funktionsstellung I des Hauptsteuerventils 16 freigegebenen Strömungspfades 112, wenn die kolbenseitige Steuerkante 108 und die gehäuseseitige Steuerkante 109 wieder in die der Überdeckung 0 entsprechende, in der Fig. 5b gestrichelt eingezeichnete Position gelangt sind, mit der Folge, daß ab Erreichen dieser Position durch eine Bewegung des Kolbens 87 in Richtung des Pfeils 116' der Antriebskolben 23 des Leistungs-Hydromotors 11 stehen bleibt, d.h. bevor das Hauptsteuerventil 16 wieder in seine in der Fig. 5a dargestellte Grundstellung 0 gelangt ist.

[0054] Die hierdurch bedingte Hysterese des Hauptsteuerventils 16 gegenüber den Funktionsstellungen 0 und I bzw. 0 und II der Teilventile 19' und 19'' des Nachlaufregelventils 19 würde hinsichtlich der Endpositionen des Antriebskolbens 23 des Leistungs-Hydromotors 11 zu einer Ungenauigkeit führen, die umso größer wäre, je größer die positive Überdeckung der kolbenseitigen Steuerkanten 107 und 108 mit den gehäuseseitigen Steuerkanten 111 und 109 in der Grundstellung des Hauptsteuerventils 16 ist.

[0055] Um eine derartige Ungenauigkeit mit dem Kolben 23 des Leistungs-Hydromotors 11 anfahrbarer Positionen zu vermeiden, ist das Feinsteuerventil 17 dahingehend ausgebildet, daß es einen funktionell dem Durchflußpfad 112 des Hauptsteuerventils 116 entsprechenden Durchflußpfad 112', über den der Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 26 in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Leistungs-Hydromotors 11 einkoppelbar ist, oder einen funktionell dem Durchflußpfad 113 des Hauptsteuerventils 16 entsprechenden Durchflußpfad 113' schon dann freigibt, wenn das Hauptsteuerventil 16 zur Annahme seiner Funktionsstellung I oder seiner Funktionsstellung II angesteuert wird.

[0056] Dies bedeutet, daß ventilkörperseitige Steuerkanten 124 und 126 und gehäuseseitige Steuerkanten 127 und 128 des Fein-steuerventils 17, durch deren Relativbewegungen entweder der eine Durchflußpfad 112' oder der andere Durchflußpfad 113' des Feinsteuerventils 17 mit veränderbarem Strömungsquerschnitt freigebbar sind, in der Grundstellung des Feinsteuerventils 17 die Überdeckung 0 haben müssen oder eine von 0 allenfalls geringfügig verschiedene - positive - Überdeckung haben dürfen, und daß die Grundstellungen 0 sowohl des Fein-steuerventils 17 als auch des Hauptsteuerventils 16 exakt, d.h. in einem weitestmöglichen Maß übereinstimmen müssen.

[0057] Zu diesem Zweck ist das Feinsteuerventil 17 in Analogie zu dem Nachlaufregelventil 19 als aus zwei Teilventilen 17' und 17'' bestehend ausgebildet, die je einen der Grundform nach zylindrischen Kolben 129 bzw. 131 haben, die von der durchgehenden Bohrung 117 des durch den Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16 gebildeten "Gehäuses" des Feinsteuerventils 17 aufgenommen sind.

[0058] Diese Kolben 129 und 131 haben je eine Ringnut 132 bzw. 133, deren voneinander entfernte radiale Nutwangen über die kolbenseitigen Steuerkanten 124 und 126 an die Zylindermantelflächen anschließen, die druckdicht-gleitfähig von der Durchgangsbohrung 117 des das Gehäuse des Feinsteuerventils bildenden Kolbenteils des Hauptsteuer-Ventilkolbens 87 aufgenommen sind.

[0059] Die Kolben 129 und 131 der beiden Feinsteuer-Ventilelemente 17' und 17" werden durch eine vorgespannte, zentral angeordnete, vorgespannte Feder 134 gegen je einen Anschlagstift 136 bzw. 137 gedrängt, die koaxial mit der zentralen Längsachse 121 der durchgehenden Bohrung 117 des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils angeordnet sind, der das Gehäuse des Feinsteuerventils 17 bildet. Diese Anschlagstifte 131 und 137 sind als in Gewindebohrungen des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils schraubbar geführte Stellschrauben ausgebildet, mittels derer die Positionen der kolbenseitigen Steuerkanten 124 und 126 der Kolben 129 und 131 des Feinsteuerventils bezüglich des Gehäuses 86 des Hauptsteuerventils 16 einstellbar sind. Dadurch ist es möglich, den entlang der zentralen Achse 121 der Durchgangsbohrung 117 des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 gemessenen Abstand der Steuerkanten 124 und 126 der Ventilkörper 129 und 131 der Teilventile 17' und 17'' des Feinsteuerventils 17 exakt auf denjenigen Abstand einzustellen, den dessen gehäuseseitige - am beweglichen Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16 angeordnete Steuerkanten 127 und 128 - konstruktiv bedingt voneinander haben.

[0060] Das Feinsteuerventil 17 kann daher, bei festgehaltenem Kolben 87 des Hauptsteuerventils 16, stets dahingehend justiert werden, daß die Überdeckung seiner kolbenseitigen Steuerkanten 124 und 126 mit seinen gehäuseseitigen Steuerkanten 127 und 128 0 ist oder einem beliebigen gewünschten - kleinen - Wert entspricht, wenn sich das Feinsteuerventil 17 in seiner Grundstellung befindet.

[0061] Schon allein hierdurch ist es möglich, gleichsam experimentell, d.h. durch Versuche, eine Position der Kolbenelemente 129 und 131 des Feinsteuerventils 17 zu ermitteln, der eine Grundstellung 0 des Hauptsteuerventils 16 entspricht, in der die Steuerkanten 107 und 108 seines Ventilkolbens 87 mit den für das Hauptsteuerventil maßgeblichen gehäuseseitigen Steuerkanten 109 bzw. 111 dieselbe - positive - Überdeckung gleichen Betrages haben und dadurch das Feinsteuerventil 17 auf die genannte Position seiner Ventilkolben-Elemente 129 und 131 einzustellen.

[0062] Durch diese Justierbarkeit der Kolben 129 und 131 der das Feinsteuerventil 17 bildenden Teilventile 17' und 17'', die ihrer Funktion nach gemeinsam gesteuerte 2/3-Wegeventile mit einer der Überdeckung 0 oder einer sehr kleinen - positiven - Überdeckung ihrer Steuerkanten 124 und 127 bzw. 126 und 128 entsprechenden Grundstellung 0, einer Durchflußstellung I und einer Sperrstellung II sind, wobei das eine Teilvenil 17' oder 17'' jeweils in seine Sperrstellung II gelangt, wenn das andere Teilventil 17'' bzw. 17' in seine Durchflußstellung I gelangt, wird erreicht, daß mit jeder Auslenkung des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 und der mit dieser einhergehenden Verschiebung des durch diesen Kolben 87 gebildeten Gehäuses des Feinsteuerventils 17 eine definierte Veränderung des wirksamen Durchflußquerschnittes verknüpft ist, unter den Hydrauliköl in die bodenseitige Antriebskammer 24 des Antriebshydromotors 11 hinein verdrängbar ist oder aus diesem abströmen kann, und daß mit der Sperrung dieses Strömungspfades, d.h. der Stillstands-Position des Kolbens 23 des Antriebs-Hydromotors 11 stets eine genau definierte Position des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 sowie des Gehäuses des Feinsteuerventils 17 verknüpft ist, die durch die gehäusefeste Anordnung seiner Ventilkolben 129 und 131 vorgebbar ist. Mit der hydraulischen Antriebseinheit 10 ist daher ein sehr genaues und feinfühliges Einhalten einer vorgegebenen Position des Kolbens 23 des Hydromotors 11 mit nur geringer Steuerenergie möglich, die mittels des Schrittmotors 36 und das Nachlaufregelventil 19, wie im einzelnen schon erläutert, einsteuerbar ist.

[0063] Der in dem Gehäuse 86 hin- und herverschiebbar gelagerte Kolben 87 ist aus fertigungstechnischen Gründen zweiteilig ausgebildet und umfaßt ein äußeres, dickwandig-mantelförmiges Kolbenteil 87', das mit den kolbenseitigen P- und T-Nuten 101 und 102 versehen ist, und ein inneres, zylindrisch-blockförmiges Kolbenteil 87'', das mit der zentralen, von der Hohlwelle 49 der Betätigungseinrichtung 42 des Nachlaufregelventils 19 durchsetzten Durchgangsbohrung 122, der Durchgangsbohrung 63 des Nachlauf-Regelventils 19, der Durchgangsbohrung 117 des Feinsteuerventils 17 und den Kammerbohrungen 118 für den Stellantrieb 18 versehen ist.

[0064] Die in den Fig. 2, 3 und 4 jeweils mit 118 bezeichneten Kammerbohrungen sind als Sackbohrungen ausgebildet, die gemäß den Darstellungen der Fig. 2 und 3 von der rechten Stirnseite des inneren Kolbenteils 87'' in dieses eingebracht sind. In diese Bohrungen 118 ist je ein zylindrischer Kolben 138, relativ zu dem Kolbenelement 87'' des Hauptsteuerventilkolbens 87 druckdicht beweglich eingesetzt, der an einem sich entlang der zentralen Längsachse 119 der jeweiligen Bohrung 118 erstreckenden, gehäusefesten schlanken Anschlagstift 139 axial abgestützt ist.

[0065] Die durch die beiden Sackbohrungen 118 und die beiden Kolben 138 begrenzten Kammern, die über radiale Kanäle des inneren Kolbenelements 87'' und des äußeren Kolbenelements 87' in kommunizierender Verbindung mit dessen äußerer P-Nut 101 stehen, bilden insgesamt die im Betrieb der Antriebseinheit permanent unter dem Ausgangsdruck P des Druckversorgungsaggregats gehaltene Antriebskammer 34 des Stellantriebes 18, die in der Fig. 1 als stangenseitige Kammer des doppelt wirkenden Stell-Antriebszylinders 18 dargestellt ist.

[0066] In koaxialer Anordnung mit der zentralen Längsachse 119 der Sackbohrungen 138 sind in das innere Kolbenteil 87' des Kolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 auch von der linken Stirnseite her eingebrachte Sackbohrungen 118' angebracht, in die je ein zylindrischer Kolben 138' relativ zu dem Kolbenelement 87'' druckdicht verschiebbar eingesetzt ist, der wiederum an einem sich entlang der zentralen Längsachse 121 der jeweiligen Bohrung 118' erstreckenden gehäusefesten Anschlagstift 139' axial abgestützt ist.

[0067] Diese beiden Sackbohrungen 118' und die beiden Kolben 138', deren Querschnittfläche jeweils um den Faktor 2 größer ist als diejenige der durch die axial gegenüberliegend angeordneten Sackbohrungen 118 und Kolben 138, begrenzten Kammern, die über das Nachlauf-Regelventil 19 alternativ mit dem drucklosen Vorratsbehälter 92 des Druckversorgungsaggregats oder dessen Hochdruckausgang 81 verbindbar sind, bilden insgesamt die in der Fig. 1 als bodenseitige Antriebskammer 33 des Stellantriebs 18 dargestellte Antriebskammer desselben.

[0068] Durch die geschilderte Ingetration des Nachlauf-Regelventils 19, des Feinsteuerventils 17 und des insgesamt durch zwei Kolben- und -Bohrungspaare gebildeten Stellantriebes 18 in den Kolben 87 des Hauptsteuerventils wird eine besonders raumsparende Bauweise des elektrohydraulischen Steuerteils der Antriebseinheit 10 insgesamt erzielt, die wegen der geringen Längen der Hydrauliköl-Strömungspfade auch eine hohe hydraulische Steifigkeit ergibt und dadurch zu hohen Werten der erreichbaren Kreisverstärkung K_v beiträgt.

[0069] Die Antriebseinheit 10 ist mit einem lediglich schematisch dargestellten elektronischen Positionssensor 141 ausgerüstet, dessen Ausgangssignal ein genaues Maß für Auslenkungen der Betätigungseinrichtung 42 des Nachlauf-Regelventils 19 in Richtung der zentralen Längsachse 43 der Betätigungseinrichtung 42 sind.

[0070] In spezieller Gestaltung ist der Positionssensor 141 durch einen fest am Gehäuse 86 des Hauptsteuerventils 16 montierten Magnetfeld-Sensor realisiert, der die Feldstärke eines an einem der Betätigungsarme 68 oder 69 des Nachlaufregelventils 19 fest montierten Permantmagneten 142 erfaßt, der so angeordnet ist, daß unter den auftretenden axialen Verrückungen der Betätigungseinrichtung 42 die Feldstärke am Ort des Magnetfeld-Sensors in sehr guter Näherung linear variiert, so daß das Ausgangssignal des Magnetfeldsensors 141 direkt dem Auslenkungshub der Betätigungseinrichtung 42, z.B. deren Hohlwelle 49 proportional ist.

[0071] Der Positionssensor 141 kann auf einfache Weise durch Aufnahme seiner Weg/Ausgangssignalpegel-Kennlinie und Anfahren der Grundstellungen des Nachlauf-Regelventils 19 und des Feinsteuerventils 17 bzw. des Hauptsteuerventils 16 geeicht und zu einer fortlaufenden Bestimmung des Nachlaufweges s genutzt werden.

[0072] Alternativ oder zusätzlich zu dem die Position der Hohlwelle 49 der Betätigungseinrichtung 42 erfassenden Positionssensor 141 kann auch ein nicht dargestellter Positionsgeber vorgesehen sein, der die Auslenkungen des Ventilkolbens 87 des Hauptsteuerventils 16 relativ zu dessen Gehäuse 86 erfaßt.

[0073] In den Fig. 1 bis 5b sind bau- funktionsgleiche oder -analoge Elemente jeweils mit denselben Bezugszeichen belegt. Soweit in den Figuren 1-5b Bezugszeichen für Elemente angegeben sind, die bei der Erläuterung der jeweiligen Fig. nicht erwähnt, sondern anhand einer anderen Fig. beschrieben worden sind, soll dies den Verweis auf den diesbezüglichen Beschreibungsteil beinhalten.

Ansprüche

1. Hydraulische Antriebseinheit mit

a) einem auf hohe Antriebsleistung und dementsprechend - bedarfsweise - hohen Durchsatz von Hydrauliköl ausgelegten Hydromotor als Leistungsantrieb

b) einem Hauptsteuerventil (16), mittels dessen ein Zustrom von unter hohem Druck stehendem Hydrauliköl zu dem Leistungsantrieb sowie der Abfluß mindestens eines Teils des dem Leistungsantrieb zugeführten Hydrauliköls z.B. zum drucklosen Vorratsbehälter des Druckversorgungsaggregats steuerbar ist,

c) einem als doppelt wirkender Linearzylinder ausgebildeten hydraulischen Servo-Antrieb (18) für die Betätigung des Hauptsteuerventils und mit

d) einem zur Ansteuerung des Servo-Antriebes vorgesehenen, mit elektromotorisch gesteuerter Vorgabe des Sollwertes der Positionen und dadurch auch der Bewegungsgeschwindigkeit des beweglichen Elements des Leistungs-Hydromotors und mechanischer Rückmeldung der entsprechenden Ist-Werte arbeitenden Nachlauf-Regelventil (19), das bei Gleichheit von Soll- und Ist-Wert der eingesteuerten Position eine - dem Stillstand des Leistungsantriebes entsprechende - Sperrstellung einnimmt, durch die Positions-Sollwert-Vorgabe zur Einnahme den alternativen Antriebsrichtungen des Leistungs-Hydromotors zugeordneter alternativer Durchflußstellungen ansteuerbar ist, in denen der jeweils wirksame Durchflußquerschnitt mit dem Betrag der Auslenkung des Ventils aus der Sperrstellung monoton variiert und durch die Positions-Ist-Wert-Rückmeldung im Sinne der Einnahme der Sperrstellung angesteuert wird, wobei

e) das Nachlauf-Regelventil (19) und das Hauptsteuerventil als durch axiale Relativ-Verschiebungen ihrer Ventilkolben und -gehäuseelemente, die entlang zueinander paralleler Achsen erfolgen, betätigbare Kolben-Schieber-Ventile ausgebildet sind und der Kolben (87) des Hauptsteuerventils das Gehäuse des Nachlauf-Regelventils (19) bildet,

gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:

f) das Nachlauf-Regelventil (19) hat zwei von einer zur zentralen Längsachse (43) des Hauptsteuerventilkolbens (87) parallelen, von dieser jedoch in radialem Abstand verlaufenden, durchgehenden Bohrung (63) des Hauptsteuerventilkolbens (87) aufgenommene Kolbenelemente (39,41), deren axialer Abstand zur Einstellung einer definierten Überdeckung von kolbenseitigen Steuerkanten (73,74) und gehäuseseitigen, innerhalb der durchgehenden Bohrung (63) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) angeordneten Steuerkanten (76,77) des Nachlauf-Regelventils (19) einstellbar ist;

g) der Kolben (87) des Hauptsteuerventils (16) ist mit einer zentralen axialen Durchgangsbohrung (122) versehen, durch die ein mit der Abtriebswelle (44) eines Sollwert-Vorgabemotors (36) drehfest gekoppeltes, gegenüber dieser und dem Kolben (87) jedoch axial verschiebbares Sollwert-Vorgabeelement (49) hindurchtritt, das mit einem Ist-Wert-Rückmeldeelement (48), das durch das bewegliche Teil (23) des Leistungs-Hydromotors (11) in formschlüssiger Korrelation mit dessen - rotatorischen oder translatorischen - Bewegungen mit gleichem Drehsinn wie das Sollwert-Vorgabeelement (49) rotatorisch antreibbar, jedoch axial unverschiebbar ist, in spielfreiem Gewindeeingriff steht, wodurch das Sollwert-Vorgabeelement (49) axiale Auslenkungen gegenüber einer mit der Sperrstellung (0) des Nachlauf-Regelventils (19) verknüpften Mittelstellung erfährt, die mit dem Unterschied zwischen Soll- und Ist-Position des beweglichen Teils (23) des Leistungs-Hydromotors (11) direkt korreliert sind und über rotatorisch gegenüber dem Sollwert-Vorgabeelement (49) entkoppelte, dessen axiale Bewegungen jedoch mit ausführende Betätigungselemente (68,69) die Öffnungs- und Schließbetätigungen des Nachlauf-Regelventils (19) vermitteln;

h) die Antriebsdruckräume (33,34) des zur Betätigung des Hauptsteuerventils (16) vorgesehenen Servo-Antriebs (18) sind durch in radialem Abstand von der zentralen axialen Durchgangsbohrung (122) des Kolbens (87) angeordnete, zu dieser parallele Sackbohrungen (118, 118') des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) und von diesen aufgenommene, am Gehäuse (86) des Hauptsteuerventils (16) ortsfest abgestützte Kolben (138,138') begrenzt.

2. Antriebseinheit nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß ein zu dem Hauptsteuerventil (16) hydraulisch parallel geschaltetes und zusammen mit diesem betätigbares - aus seiner Grundstellung 0 in seine alternativen Funktionsstellungen (I und II) steuerbares, ebenfalls als Kolben-Schieberventil ausgebildetes Feinsteuerventil (17) vorgesehen ist, dessen gehäuseseitige und kolbenseitige Steuerkanten (124,126 und 127,128), durch deren Relativbewegungen die in den alternativen Funktionsstellungen wirksamen Durchflußpfade (112',113') mit zur Auslenkung seiner Kolbenelemente aus der Grundstellung proportionalem Strömungsquerschnitt freigebbar sind auf eine in seiner Grundstellung vorhandene - vorzugsweise positive - Überdeckung einstellbar sind, die deutlich kleiner ist und nur 1/20 bis 1/5 der ebenfalls positiven Überdeckung entspricht, die die funktionsentsprechenden Steuerkanten (107,108,109,111) des Hauptsteuerventils (16) in dessen Grundstellung haben.

3. Antriebseinheit nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolbenanordnung (129,131) des Feinsteuerventils (17) zwei in einer axial durchgehenden Bohrung (117) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) druckdicht verschiebbar angeordnete Kolbenelemente (129 und 131) umfaßt, deren auf das Gehäuse (86) des Hauptsteuerventils (16) als Basis bezogene Position einstellbar ist.

4. Antriebseinheit nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den beiden Kolbenelementen (129 und 131) des Feinsteuerventils (17) eine - geringfügig - vorgespannte Feder (134) angeordnet ist, die die Kolbenelemente (129,131) gegen je einen axialen Anschlagstift (136 bzw. 137) drängt, deren Position in axialer Richtung einstellbar veränderbar ist.

5. Antriebseinheit nach Anspruch 3 oder Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Kolbenelemente (129 und 131) und die sie aufnehmenden Abschnitte der für das Feinsteuerventil (17) vorgesehenen Bohrung (117) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) je ein 2/3-Wege-Ventil (17' und 17'') bilden, deren eines seine Sperrstellung einnimmt, wenn das andere seine Durchflußstellung einnimmt und denen dem Betrage nach jeweils gleiche positive und negative Überdeckungen ihrer Steuerkanten (124,127 und 126,128) entsprechen.

6. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die die Kolbenelemente (129, 131) des Feinsteuerventils (17) aufnehmende Bohrung (117) des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) und eine die kolbenförmigen Ventilkörper (39 und 41) des Nachlaufregelventils (19) aufnehmende durchgehende Bohrung (63) des Hauptsteuerventilkolbens (87) bezüglich dessen zentraler Längsachse (43) diametral gegenüberliegend angeordnet sind.

7. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der hydraulische Stellantrieb (18) ein durch alternative Druckbeaufschlagung und - entlastung mindestens einer Antriebskammer (33) axial hin- und her-verschiebbares Gehäuse hat.

8. Antriebseinheit nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Gehäuse des Stellantriebes (18) durch einen Teil des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) gebildet ist.

9. Antriebseinheit nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (87) des Hauptsteuerventils (16) mindestens mit zwei von einander gegenüberliegenden Stirnseiten des Kolbens (87) her in diesen eingebrachte Sackbohrungen (118,118') versehen ist, in denen zur Begrenzung je einer Antriebskammer (33 und 34) je ein Kolben (138 bzw. 138') angeordnet ist, der an einem am Gehäuse (86) des Hauptsteuerventils (16) fest angeordneten Anschlagstift (139 bzw. 139') axial abstützbar ist.

10. Antriebseinheit nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Kolben (138 und 138') des Stellantriebes (18) als Freikolben ausgebildet sind.

11. Antriebseinheit nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Bohrungs- und Kolbenpaare (118, 118',138,138') vorzugsweise gleicher Auslegung vorgesehen sind, die koaxial bezüglich je einer gemeinsamen zentralen Achse (119,119') angeordnet sind.

12. Antriebseinheit nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Bohrungsachsen (119,119') der jeweils ein Kolbenpaar (138,138') des Stellantriebs 818) aufnehmenden Bohrungen (118,118') des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) bezüglich dessen zentraler Längsachse (43) einander diametral gegenüberliegend angeordnet sind.

13. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 7 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß der hydraulische Stellantrieb (18) als Differentialzylinder mit Antriebsdruckräumen (33 und 34) unterschiedlicher wirksamer Querschnittsfläche ausgebildet ist, wobei die der wirksamen Querschnittsfläche nach kleinere(n) Antriebskammer(n) (34) im Betrieb der Antriebseinheit (10) permanent dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats (26,92) ausgesetzt ist/sind.

14. Antriebseinheit nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis f₁/f₂ der wirksamen Querschnittsfläche f₁ der alternativ mit hohem Druck beaufschlagbaren und druckentlastbaren Antriebskammer(n) (33) zur Fläche f₂ der permanent mit dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregates beaufschlagten Antriebskammer(n) (34) des Stellantriebes (18) den Wert 2 hat.

15. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (87) des Hauptsteuerventils (16) zweiteilig ausgebildet ist mit einem äußeren, hülsenförmigen Kolbenteil (87'), an dem äußere, die kolbenseitigen Steuerkanten (107 und 108) bildende Ringnuten (102 und 101) angeordnet sind und mit einem druckdicht und fest in das hülsenförmige Kolbenteil (87') eingesetzten, der Grundform nach kreiszylindrischen blockförmigen Kern (87''), in dem die axial durchgehenen Bohrungen (63 und/oder 117) für das Nachlaufregelventil (19) und/oder das Feinsteuerventil (17) angeordnet sind sowie gegebenenfalls die Sackbohrungen für die Antriebskammern (33 und 34) des Stellzylinders (18) und eine zentrale durchgehende Bohrung (122) zur Aufnahme der Betätigungseinrichtung (42) des Nachlauf-Regelventils (19) angeordnet ist/sind.

16. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß ein elektronischer oder elektromechanischer Positionssensor (141,142) vorgesehen ist, der ein mindestens für die Grundstellung des Hauptsteuerventils (16) charakteristisches elektrisches Ausgangssignal erzeugt.

17. Antriebseinheit nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß ein Positionssensor (141,142) vorgesehen ist, der ein für die Position des Betätigungsgliedes (49,68,69) des Nachlaufregelventils (19) charakteristisches Ausgangssignal erzeugt, das in vorzugsweise monotoner Relation mit der Position des Betätigungsgliedes variiert, und/oder ein Positionssensor, der ein für die Position des Kolbens (87) des Hauptsteuerventils (16) charakteristisches und in eindeutiger Korrelation mit dieser varierendes elektrisches Ausgangssignal erzeugt.

18. Antriebseinheit nach Anspruch 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Positionssensor als ortsfest angeordneter Magnetfeldsensor (141) ausgebildet ist, der die Magnetfeldänderung erfaßt, die aus der Bewegung eines mit dem positionsüberwachten Element fest verbundenen Permantentmagneten (142) resultiert.

Claims

1. Hydraulic drive unit comprising

a) a hydraulic motor as a power drive designed for a high driving power and if necessary a corresponding high throughput of hydraulic oil;

b) a main control valve (16) by means of which an afflux of hydraulic oil at high pressure to the power drive and the efflux of at least a part of the hydraulic oil supplied to the power drive, for example to the zero-pressure supply container of the pressure supply assembly, can be controlled;

c) a hydraulic servo drive (18) designed as a doubleacting linear cylinder for actuating the main control valve; and with

d) a follow-up control valve (19) provided to control the servo drive, with a setting, controlled by an electric motor, of the desired values of the positions and therefore also of the speed of movement of the movable element of the power hydraulic motor and mechanical feedback of the corresponding actual values, said control valve, when the desired value and the actual value of the controlled position are equal assumes a blocking position corresponding to stoppage of the power drive, said valve being controllable by the position desired value setting to assume the alternative through-flow positions associated with the alternative driving directions of the power hydraulic motor, in which positions the respective effective through flow cross section varies monotonically with the degree of deflection of the valve from the blocking position and being controlled by the position actual value feedback so as to assume the blocking position;

e) the follow-up control valve (19) and the main control valve being designed as piston slide valves operable by relative axial displacements of their valve pistons and housing elements that occur along mutually parallel axes, and the piston (87) of the main control valve forming the housing of the follow-up control valve (19);

characterized by the following features:

f) the follow-up control valve (19) has two piston elements (39, 41) located within a through-bore (63) of the main control valve piston (67), said bore extending parallel to the central longitudinal axis (43) of the main control valve piston (87) but at a radial distance from said axis, with the axial spacing of said elements (39, 41) being adjustable for adjustment of a defined overlap of piston-side control edges (73, 74) and housing-side control edges (76, 77) of the follow-up control valve (19) located inside the through bore (63) of the piston (87) of the main control valve (16);

g) the piston (87) of the main control valve (16) is provided with a central axial through bore (122) through which passes a desired value setting element (49) nonrotatably coupled with the driven shaft (44) of a desired value setting motor (36) but axially displaceable with respect to the drive shaft and to the piston (87), said element (49) being in zero-play threaded engagement with an actual value feedback element (48) rotationally drivable by the movable part (23) of the power hydraulic motor (11) in a positive correlation with the rotational or translational movements of the movable part (23) and having the same direction of rotation as the desired value setting element (49) but being axially nondisplaceable, thereby the desired value setting element (49) being subjected to axial deflections relative to a central position correlated with the blocking position (O) of the follow-up control valve (19), said deflections being directly correlated with the difference between the desired and actual positions of the movable part (23) of the power hydraulic motor (11) and enabling the opening and closing actuations of the follow-up control valve (19) by actuating elements (68, 69) which are decoupled rotationally with respect to the desired value setting element (49) but following its axial movements;

h) the driving pressure chambers (33, 34) of the servo drive (18) provided to actuate the main control valve (16) are delimited by blind holes (118, 118') of the piston (87) of the main control valve (16), said holes extending parallel to the central through-bore (122) and being arranged at a radial distance from the central axial through bore (122) of piston (87), and by pistons (138, 138') that are received by the blind holes and are supported in a fixed position on the housing (86) of the main control valve (16).

2. Drive unit according to Claim 1, characterized in that a fine control valve (17) is provided, connected hydraulically in parallel with main control valve (16) and controllably operable together with the latter from its basic position 0 into its alternative functioning positions (I and II), said fine control valve likewise being designed as a piston slide valve, whose housing-side and piston-side control edges (124, 126 and 127, 128), by the relative movements of which the through-flow paths (112', 113') effective in the alternative functional positions, can be opened with a flow cross section that is proportional to the deflection of its piston elements from the basic position, are adjustable to a -preferably positive- overlap which is present in its basic position, and which is much smaller and corresponds to only 1/20 to 1/5 of the also positive overlap of functionally corresponding control edges (107, 108, 109, 111) of the main control valve (16) in its basic position.

3. Drive unit according to Claim 2, characterized in that the piston arrangement (129, 131) of the fine control valve (17) comprises two piston elements (129 and 131) displaceably mounted in an axial through bore (117) of the piston (87) of the main control valve (16) in a pressure-tight manner, the position of said elements being adjustable with respect to the housing (86) of the main control valve (16).

4. Drive unit according to Claim 3, characterized in that, a - slightly - pretensioned spring (134) is located between the two piston elements (129 and 131) of fine control valve (17), said spring urging each of the piston elements (129, 131) against a respective axial stop pin (136, 137) whose position is variably adjustable in the axial direction.

5. Drive unit according to Claim 3 or Claim 4, characterized in that the two piston elements (129 and 131) and the sections of the bore (117) of the piston (87) of the main control valve (16) provided to receive the fine control valve (17), each form a 2/3-way valve (17' and 17"), one of which assumes its blocking position when the other assumes its through flow position and to which correspond, respectively, equal amounts of positive and negative overlaps of their control edges (124, 127 and 126, 128).

6. Drive unit according to one of Claims 3 to 5, characterized in that the bore (117) of the piston (87) of the main control valve (16) that receives piston elements (129, 131) of the fine control valve (17), and a through bore (63) of the main control valve piston (87) receiving the piston-shaped valve bodies (39 and 41) of the follow-up control valve (19), are arranged diametrically opposed relative to the central longitudinal axis (43) of the piston (87).

7. Drive unit according to one of Claims 1 to 6, characterized in that the hydraulic positioning drive (18) has a housing axially displaceable so as to reciprocate by alternative exposure to pressure and release of pressure in at least one drive chamber (33).

8. Drive unit according to Claim 7, characterized in that the housing of the positioning drive (18) is formed by a part of the piston (87) of the main control valve (16).

9. Drive unit according to Claim 8, characterized in that the piston (87) of main control valve (16) is provided with at least two blind holes (118, 118'), provided at two mutually opposed faces of the piston (87), in each of which holes, for delimiting a respective drive chamber (33 and 34), a piston (138 and 138') is located, which piston is axially supportable on a stop pin (139 or 139') rigidly affixed to the housing (86) of the main control valve (16).

10. Drive unit according to Claim 9, characterized in that the two pistons (138 and 138') of positioning drive (18) are designed as free pistons.

11. Drive unit according to Claim 9 or 10, characterized in that two bore and piston pairs (118, 118', 138, 138') are provided, preferably of the same design, each of which is arranged coaxially with respect to a common central axis (119, 119').

12. Drive unit according to Claim 11, characterized in that the two bore axes (119, 119') of the bores (118, 118'), each of which receives a piston pair (138, 138') of the positioning drive (18) of the piston (87) of the main control valve (16), are arranged diametrically opposed to one another with respect to the central longitudinal axis (43) of said valve (16).

13. Drive unit according to one of Claims 7 to 12, characterized in that the hydraulic positioning drive (18) is designed as a differential cylinder with driving pressure chambers (33 and 34) having different effective cross-sectional areas, with the drive chamber(s) (34), having the smaller effective cross sectional area, being permanently exposed to the high output pressure of the pressure supply assembly (26, 92) during the operation of the drive element (10).

14. Drive unit according to Claim 13, characterized in that the ratio f₁/f₂ of the effective cross-sectional areas f₁ of the drive chamber(s) (33), alternatively exposable to high pressure and relievable of pressure, to the area f₂ of the drive chamber(s) (34) of the positioning drive (18) permanently exposed to the high output pressure of the pressure supply assembly, has a value of 2.

15. Drive unit according to one of Claims 1 to 14, characterized in that the piston (87) of the main control valve (16) consists of two parts with an outer sleeve-shaped piston part (87') provided with external annular grooves (102 and 101) forming control edges (107, 108) on the piston side and with a core (87") which is block-shaped, fitted firmly into the sleeve-shaped piston part (87') in a pressure-tight manner, and is circularly cylindrical in basic shape, in which core the axial through bores (63 and/or 117) are provided for the follow-up control valve (19) and/or the fine control valve (17) and, if provided the blind holes for the drive chambers (33 and 34) of the positioning cylinder (18), and a central through bore (122) is provided to receive the actuating device (42) of the follow-up control valve (19).

16. Drive unit according to one of Claims 1 to 15, characterized by an electronic or electromechanical position sensor (141, 142), said sensor generating an electrical output signal that characteristic of at least the central position of main control valve (16).

17. Drive unit according to one of Claims 1 to 16, characterized by a position sensor (141, 142) which generates an output signal that is characteristic of the position of the actuating element (49, 68, 69) of the follow-up control valve (19), said signal varying in a preferably monotonic relationship with the position of the actuating member, and/or a position sensor which generates an electrical output signal that is characteristic of the position of the piston (87) of the main control valve (16) and varies in a unique correlation with said position.

18. Drive unit according to Claim 16 or 17, characterized in that the position sensor is designed as a magnetic field sensor (141) in locally fixed arrangement, which detects the magnetic field change that results from the movement of a permanent magnet (142) permanently connected with the position-monitored element.

Revendications

1. Unité d'entraînement hydraulique, avec

a) un moteur hydraulique comme entraînement de puissance, conçu pour une grande puissance d'entraînement et donc, en cas de besoin, un grand débit de liquide hydraulique,

b) un distributeur de commande principale (16), qui permet de diriger un flux entrant de liquide hydraulique sous haute pression vers l'entraînement de puissance, ainsi que le flux sortant d'au moins une partie du liquide hydraulique apporté à l'entraînement de puissance vers, par exemple, le réservoir sans pression de l'équipement d'alimentation en pression,

c) un servo-entraînement hydraulique (18) réalisé sous forme de cylindre linéaire à double action, pour l'actionnement du distributeur de commande principale, et avec

d) un régulateur de poursuite (19), prévu pour l'asservissement du servo-entraînement et travaillant avec allocation, commandée par moteur électrique, de la valeur de consigne des positions, et donc également de la vitesse de déplacement de l'élément mobile du moteur hydraulique de puissance, et signalisation mécanique en retour des valeurs réelles correspondantes, régulateur qui prend, en cas d'égalité entre la valeur de consigne et la valeur réelle de la position asservie, une position d'isolement correspondant à l'immobilisation de l'entraînement de puissance, qui peut être asservi par l'allocation de valeur de consigne de position afin de prendre des positions alternatives de passage qui sont associées aux directions alternatives d'entraînement du moteur hydraulique de puissance et dans lesquelles la section de passage respectivement active varie de façon monotone en fonction du montant de l'excursion du régulateur par rapport à la position d'isolement, et qui est asservi par la signalisation en retour de valeur réelle de position en vue de prendre la position d'isolement,

e) le régulateur de poursuite (19) et le distributeur de commande principale étant réalisés sous la forme de distributeurs à piston et tiroir pouvant être actionnés par des coulissements axiaux relatifs de leurs éléments de piston et de boîtier qui s'effectuent le long d'axes mutuellement parallèles, et le piston (87) du distributeur de commande principale constituant le boîtier du régulateur de poursuite (19),

caractérisée par les caractéristiques suivantes :

f) le distributeur de poursuite (19) possède deux éléments de piston (39, 41) qui sont reçus par un perçage traversant (63) du piston de distributeur de commande principale (87) qui est parallèle à l'axe longitudinal central (43) du piston de distributeur de commande principale (87) mais s'étend à distance radiale de ce dernier, éléments dont l'écartement axial peut être réglé afin de régler un chevauchement défini d'arêtes de commande (73, 74) côté piston et d'arêtes de commande (76, 77) côté boîtier du régulateur de poursuite (19), disposées à l'intérieur du perçage traversant (63) du piston (87) du distributeur de commande principale (16) ;

g) le piston (87) du distributeur de commande principale (16) est pourvu d'un perçage central axialement traversant (122), à travers lequel passe un élément (49) d'allocation de valeur de consigne qui est accouplé en solidarité de rotation à l'arbre de sortie (44) d'un moteur d'allocation de valeur de consigne (36) mais peut être coulissé axialement par rapport à ce dernier et au piston (87), élément qui se trouve en engagement fileté sans jeu avec un élément (48) de signalisation en retour de valeur réelle, qui est axialement non coulissant mais peut être entraîné en rotation avec le même sens de rotation que l'élément (49) d'allocation de valeur de consigne par la partie mobile (23) du moteur hydraulique de puissance (11), en corrélation positive avec les mouvements de rotation ou de translation de ce dernier, de sorte que l'élément (49) d'allocation de valeur de consigne connaît des excursions axiales par rapport à une position centrale liée à la position d'isolement (0) du régulateur de poursuite (19), excursions qui sont directement corrélées à la différence entre la position de consigne et la position réelle de la partie mobile (23) du moteur hydraulique de puissance (11) et qui, par l'intermédiaire d'éléments d'actionnement (68, 69) désaccouplés en rotation de l'élément (49) d'allocation de valeur de consigne mais accomplissant conjointement les déplacements axiaux de ce dernier, assurent les actionnements d'ouverture et de fermeture du régulateur de poursuite (19) ;

h) les chambres de pression d'entraînement (33, 34) du servo-entraînement (18) prévu pour l'actionnement du distributeur de commande principale (16) sont délimitées par des perçages borgnes (118, 118') du piston (87) du distributeur de commande principale (16) qui sont disposés à distance radiale du perçage central axialement traversant (122) du piston (87) et lui sont parallèles, et par des pistons (138, 138') reçus par ces perçages et appuyés stationnairement contre le boîtier (86) du distributeur de commande principale (16).

2. Unité d'entraînement selon la revendication 1, caractérisée en ce qu'est prévu un distributeur de commande fine (17) monté hydrauliquement en parallèle avec le distributeur de commande principale (16), pouvant être actionné conjointement avec ce dernier en étant asservi de sa position de référence (0) dans ses positions fonctionnelles alternatives (I et II), et également réalisé sous forme de distributeur à piston et tiroir, distributeur dont les arêtes de commande côté boîtier et côté piston (124, 126 et 127, 128), dont les mouvements relatifs permettent de libérer les chemins de passage (112',113'), actifs dans les positions fonctionnelles alternatives, avec une section d'écoulement proportionnelle à l'excursion de ses éléments de piston à partir de la position de référence, peuvent être réglées à un chevauchement, de préférence positif, présent dans sa position de référence, qui est nettement inférieur, en n'en étant égal qu'à 1/20^ème à 1/5^ème, au chevauchement également positif que possèdent les arêtes de commande fonctionnellement correspondantes (107, 108, 109, 111) du distributeur de commande principale (16) dans la position de référence de ce dernier.

3. Unité d'entraînement selon la revendication 2, caractérisée en ce que l'ensemble de piston (129, 131) du distributeur de commande fine (17) comprend deux éléments de piston (129 et 131) disposés à coulissement en étanchéité à la pression dans un perçage axialement traversant (117) du piston (87) du distributeur de commande principale (16), éléments dont la position, rapportée au boîtier (86) du distributeur de commande principale (16) comme base, est réglable.

4. Unité d'entraînement selon la revendication 3, caractérisée en ce qu'un ressort (134) légèrement précontraint est disposé entre les deux éléments de piston (129 et 131) du distributeur de commande fine (17), ressort qui repousse les éléments de piston (129, 131) contre un axe de butée axial respectif (136 ou 137) dont la position en direction axiale peut être modifiée par réglage.

5. Unité d'entraînement selon la revendication 3 ou 4, caractérisée en ce que les deux éléments de piston (129 et 131) et les parties, qui les reçoivent, du perçage (117) du piston (87) du distributeur de commande principale (16) qui est prévu pour le distributeur de commande fine (17), forment un distributeur 2/3 voies respectif (17' et 17"), un de ces distributeurs prenant sa position d'isolement lorsque l'autre prend sa position de passage, et des recouvrements positifs et négatifs identiques de leurs arêtes de commande (124, 127 et 126, 128) étant respectivement associés, quant à leur montant, à ces distributeurs.

6. Unité d'entraînement selon une des revendications 3 à 5, caractérisée en ce que le perçage (117) du piston (87) du distributeur de commande principale (16) qui reçoit les éléments de piston (129, 131) du distributeur de commande fine (17), et un perçage traversant (63) du piston (87) du distributeur de commande principale qui reçoit les corps de distribution en forme de pistons (39 et 41) du régulateur de poursuite (19), sont diamétralement opposés par rapport à l'axe longitudinal central (43) de ce piston (87).

7. Unité d'entraînement selon l'une des revendications 1 à 6, caractérisée en ce que le servo-entraînement hydraulique (18) possède un boîtier qui peut être déplacé axialement en va-et-vient par l'alternance de la sollicitation et du soulagement en pression d'au moins une chambre d'entraînement (33).

8. Unité d'entraînement selon la revendication 7, caractérisée en ce que le boîtier du servo-entraînement (18) est formé par une partie du piston (87) du distributeur de commande principale (16).

9. Unité d'entraînement selon la revendication 8, caractérisée en ce que le piston (87) du distributeur de commande principale (16) est pourvu d'au moins deux perçages borgnes (118, 118') qui sont pratiqués à partir de côtés frontaux mutuellement opposés du piston (87) dans ce dernier, perçages dans lesquels est disposé, afin de délimiter une chambre d'entraînement respective (33 et 34), un piston respectif (138 ou 138') qui peut être appuyé axialement contre un axe de butée (139 ou 139') disposé fixement sur le boîtier (86) du distributeur de commande principale (16).

10. Unité d'entraînement selon la revendication 9, caractérisée en ce que les deux pistons (138 et 138') du servo-entraînement (18) sont réalisés sous la forme de pistons libres.

11. Unité d'entraînement selon la revendication 9 ou 10, caractérisée en ce que sont prévues deux paires de perçages et de pistons (118, 118', 138, 138'), de préférence de même conception, qui sont disposées coaxialement par rapport à un axe central commun respectif (119, 119').

12. Unité d'entraînement selon la revendication 11, caractérisée en ce que les deux axes de perçage (119, 119') des perçages (118, 118') du piston (87) du distributeur de commande principale (16) qui reçoivent respectivement une paire de pistons (138, 138') du servo-entraînement (18) sont diamétralement opposés par rapport à l'axe longitudinal central (43) de ce piston (87).

13. Unité d'entraînement selon une des revendications 7 à 12, caractérisée en ce que le servo-entraînement hydraulique (18) est réalisé sous forme de cylindre différentiel avec des chambres de pression d'entraînement (33 et 34) présentant des superficies de section active différentes, la ou les chambres d'entraînement (34) de plus petite superficie de section active étant exposées en permanence, pendant le fonctionnement de l'unité d'entraînement (10), à la haute pression de sortie de l'équipement d'alimentation en pression (26, 92).

14. Unité d'entraînement selon la revendication 13, caractérisée en ce que le rapport (f₁/f₂), de la superficie de section active (f₁) de la ou les chambres d'entraînement (33) pouvant être alternativement sollicitées en haute pression et soulagées de cette pression par rapport à la superficie (f₂) de la ou les chambres d'entraînement (34) du servo-entraînement (18) qui sont sollicitées en permanence par la haute pression de sortie de l'équipement d'alimentation en pression, a pour valeur 2.

15. Unité d'entraînement selon une des revendications 1 à 14, caractérisée en ce que le piston (87) du distributeur de commande principale (16) est réalisé en deux parties, avec une partie de piston extérieure (87') en forme de manchon, sur laquelle sont disposées des rainures annulaires extérieures (102 et 101) formant les arêtes de commande côté piston (107 et 108), et avec une partie centrale (87") du genre bloc ayant une forme de base cylindrique circulaire, insérée fixement et en étanchéité à la pression dans la partie de piston (87') en forme de manchon, partie centrale dans laquelle sont disposés les perçages axialement traversants (63 et/ou 117) pour le régulateur de poursuite (19) et/ou le distributeur de commande fine (17) ainsi que, éventuellement, les perçages borgnes pour les chambres d'entraînement (33 et 34) du servo-entraînement (18) et un perçage traversant central (122) pour recevoir le dispositif d'actionnement (42) du régulateur de poursuite (19).

16. Unité d'entraînement selon une des revendications 1 à 15, caractérisée en ce qu'est prévu un capteur de position (141, 142) électronique ou électromécanique, qui produit un signal électrique de sortie caractéristique au moins de la position de référence du distributeur de commande principale (16).

17. Unité d'entraînement selon une des revendications 1 à 16, caractérisée en ce qu'est prévu un capteur de position (141, 142) qui produit un signal de sortie caractéristique de la position de l'organe d'actionnement (49, 68, 69) du régulateur de poursuite (19), signal qui varie selon une relation de préférence monotone avec la position de l'organe d'actionnement, et/ou un capteur de position qui produit un signal électrique de sortie caractéristique de la position du piston (87) du distributeur de commande principale (16) et variant en corrélation univoque avec ce dernier.

18. Unité d'entraînement selon la revendication 16 ou 17, caractérisée en ce que le capteur de position est réalisé sous forme de capteur de champ magnétique (41) disposé stationnairement, qui détecte la modification de champ magnétique qui résulte du déplacement d'un aimant permanent (142) fixement assemblé à l'élément dont la position est surveillée.

Zeichnung